WO2003083381A1 - Dispositif a cycle frigorifique - Google Patents

Description

明 細 冷凍サ 技術分野

本発明は、 作動媒体として二酸化炭素 （以下、 c o ₂冷媒という） を使 用した冷凍サイクル装置に関するものである。 背景技術

近年の冷凍サイクル装置における作動流体は、 オゾン層に対し有害な 影響があるとされる従来の C F C冷媒ゃ H C F C冷媒から、 代替冷媒と してォゾン破壊係数が 0である H F C冷媒ゃ H C冷媒に移行されつつあ る。

しかし、 H F C冷媒は、 物質の特性として地球温暖化係数が大きいと いう欠点を有し、 一方、 H C冷媒は、 地球温暖化係数は小さいものの、 強燃性であるという欠点を有している。 また、 従来から用いられてきた アンモニア冷媒は、 地球温暖化係数は 0であるものの、 弱燃性でかつ毒 性を有するという欠点がある。

したがって、 物質としての地球温暖化係数がほとんどなく、 不燃性で 無毒、 かつ低コストの C〇₂冷媒が注目されている。 しかしながら、 C O ₂冷媒は、 臨界温度が 3 1 . 1 °Cと低く、 通常の冷凍サイクル装置の高圧 側では C O ₂冷媒の凝縮が生じない。

このため、 特許第 2 1 3 2 3 2 9号公報は図 1 9のように、 高圧側の 冷却器 1 0 2の出口ラインと圧縮機 1 0 1の吸入ラインとの熱交換を行 う内部熱交換器 1 0 3を有することによって、 冷却器 1 0 2の出口を過 冷却し、 冷媒量調整による能力管理手段として低圧レシーバ 1 0 6を設 けている。

なお、 特許第 2 1 3 2 3 2 9号公報の文献の全ての開示は、 そっくり そのまま引用する （参照する） ことにより、 ここに一体化する。

また、 冷暖房のルームエアコンやカーエアコンなどの場合は、 室内側 熱交換器は小型化が要求され、 一方、 室外側熱交換器は凝縮能力向上に よる冷房時の省エネルギー化や吸熱能力向上による暖房時の高能力化の ために室内熱交換器に比べて大型化されている。 したがって、 大きな容 積の室外側熱交換器が高圧側となって高密度冷媒の凝縮が行われる冷房 運転時にて高効率で運転される最適冷媒量は、 暖房運転時の最適冷媒量 よりも大きくなるため、 その緩衝的な機能も果たすレシーバを用いるこ とは有効である。

また、 特許第' 2 9 3 1 6 6 8号公報は図 1 9 .のように、 所定の能力要 求において装置のエネルギ消費を最小とするために、 予定の設定値にし たがって絞り弁 4の開度を調整している。

すなわち、 図 2 0で示すように高圧が Pである冷凍サイクルから高圧 が P 1である冷凍サイクルに変化した場合、 入力 Wのェンタルピ差の增 加に対して冷凍能力 Qのェンタルピ差の増加の方が大きいため C O Pは 高くなるが、 高圧が P 1である冷凍サイクルから高圧が P 2である冷凍 サイクルになると、 逆に入力 Wのェンタルピ差の増加に対して冷凍能力 Qのェンタルピ差の増加の方が小さくなるため C O Pは低下する。 すな わち、 図 2 0の高圧が P 1である冷凍サイクルに示すように、 C〇₂冷媒 には理論的に C O P最大となる高圧が存在する。

また、 ヒートポンプサイクル C O Pは冷凍サイクル C O Pに 1を加え たものであるから、 ヒートポンプサイクルの場合も、 C〇P最大となる 高圧 （以下、 高サイド圧力という） の値は冷凍サイクルと同値である。 図 1 9に示す冷凍サイクルは、 例えば冷房装置として用いることが出 来る。

しかしながら、 低圧にレシーバを設けることはコストゃ容積が大きく なるといつた欠点があり、 実使用運転範囲においては、 従来の冷凍サイ クル装置に用いられている H C F C冷媒ゃ H F C冷媒に対し C 0 ₂冷媒の 圧力が非常に高くなることを考えると、 安全性確保のための耐圧設計は より厳しいものとなる。 特に、 カーエアコンの場合は、 さらなる省容量 化おょぴ軽量化が求められている。

また、 一般に冷房装置よりも冷暖房除湿を行う装置の方が圧縮機はよ り高圧に冷媒を圧縮する必要があり、 また、 圧縮機で圧縮された冷媒温 度もより高温になる。

すなわち、 従来の図 1 9の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷 暖房除湿を行う除湿装置として用いた場合には、 より高サイ ド圧力で運 転する必要があり、 また、 放熱器の温度もより高くなり、 圧縮比も高く なる。

従って、 従来の図 1 ·9の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷暧 房除湿を行う除湿器として用いる場合には次のような問題が生じる。 すなわち、 エネルギ消費が最小とされる高サイド圧力で運転すること は、 放熱器の温度が高い場合、 すなわち放熱器雰囲気温度が高い場合や 、 小型放熱器を用いる場合においては、 圧縮比が高くなるために圧縮機 の効率が大きく低下することや、 圧縮機の信頼性を損なう恐れがあると いった欠点があり、 また高サイド圧力が高いため、 安全性確保のための 耐圧設計はより厳しいものとなる。

また、 暖房除湿時と冷房時とでは、 冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒 ホールド量が異なるため、 最適冷媒量にアンバランスが生じる。 したが つて、 第 1の熱交換器 1 3内の冷媒ホールド量は中間圧力を変動させて 調整することにより、 冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを 解消させることが必要となる。 発明の開示

本発明は、 上述した課題に対して、 CO ₂冷媒を使用した冷凍サイクル 装置において、 co₂冷凍システムの特徴を生かし、 低圧レシーバを小型 化、 あるいは用いることなく、 信頼性を確保して効率的な運転を可能と する冷凍サイクル装置、 及ぴ冷凍サイクル装置の運転方法を提供するこ とを目的とするものである。

また、 本発明は、 上述した課題に対して、 co₂冷媒を使用した除湿装 置において、 co₂冷凍システムの特徴を生かし、 高サイド圧力を高くす ることなく、 中間圧力を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適 冷媒量のアンバランスを解消しつつ、 信頼性を確保して効率的な運転を 可能とする除湿装置及び除湿方法を提供することを目的とするものであ る。

上述した課題を解決するために、 第 1の本発明は、 圧縮機 （10) と 、 冷媒水熱交換器 （11) と、 第 1の減圧器 （ 12 ) と、 第 1の熱交換 器 （13) と、 第 2の減圧器 （15) と、 第 2の熱交換器 （16) と、 内部熱交換器 （14) と、 温水サイクル （17、 18、 19、 20、 ） とを備え、

前記温水サイクル （17、 18、 19、 20) は、 前記冷媒水熱交換 器 （11) の下流側に、 湯水を吸入するヒータコア （19) を有し、 前記圧縮機 （10) は、 二酸化炭素である冷媒を圧縮し、

前記冷媒水熱交換器 （11) は、 圧縮された前記冷媒と前記温水サイ クル （17、 18、 19、 20) の湯水との熱交換を行い、 前記第 1の減圧器 （1 2) は、 圧縮された前記冷媒を減圧しまたは減 圧せず、

前記第 1の熱交換器 （1 3) は、 前記第 1の減圧器 （12) で減圧さ れた前記冷媒を熱交換し、

前記内部熱交換器 （14) は、 前記第 1の熱交換器 （13) で熱交換 された前記冷媒と前記圧縮機 （10) に吸引される冷媒とで熱交換を行 い、

前記第 2の減圧器 （1 5) は、 前記内部熱交換器 （14) で熱交換さ れた前記冷媒を減圧し、

前記第 2の熱交換器 （1 6) は、 前記第 2の減圧器 （15) で減圧さ れた前記冷媒を熱交換し、

前記第 1の減圧器 （1 2) 及び Zまたは前記第 2の減圧器 （1 5) を 作用させることにより前記第 1の熱交換器 （13) の冷媒圧力を変動さ せて前記第 1の熱交換器 （13) の冷媒ホールド量を調整することによ つて、 冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させる冷凍 サイクル装置である。

また、 第 2の本発明は、 前記圧縮機 （10) の吐出温度を検出する圧 縮機吐出温度検出手段 （35) または前記圧縮機 （10) の吸入温度を 検出する圧縮機吸入温度検出手段または前記圧縮機 （10) の吐出圧力 を検出する圧縮機吐出圧力検出手段を備え、

前記第 1の熱交換器 （1 3) の冷媒圧力を変動させて前記第 1の熱交 換器 （1 3) の冷媒ホールド量を調整するとは、 前記圧縮機吐出温度検 出手段 （35) または前記圧縮機吸入温度検出手段または前記圧縮機吐 出圧力検出手段によって検出された値を用いて、 前記第 2の減圧器 （1 5) を制御することである第 1の本発明の冷凍サイクル装置である。 また、 第 3の本発明は、 前記圧縮機 （10) の吐出側と前記第 1の熱 P0303782

6

交換器 （1 3) 入口とを第 1の開閉弁 （2 1 ) を介して接続する第 1の バイパス回路 （2 2) を備えた第 1の本発明の冷凍サイクル装置である _c また、 第 4の本発明は、 前記第 1の熱交換器 （1 3) の冷媒温度を検 出する第 1の熱交換器温度検出手段 （3 6) を備え、

前記第 1の熱交換器温度検出手段 （3 6) によって検出された値を用 いて、 前記第 1の減圧器 （1 2) または前記第 1の開閉弁 （2 1) を制 御する第 3の本発明の冷凍サイクル装置である。

また、 第 5の本発明は、 前記第 2の熱交換器 （1 6) の入口と出口と を第 2の開閉弁 （2 3) を介して接続する第 2のバイパス回路 （24) を備えた第 1の本発明の冷凍サイクル装置である。 ·

また、 第 6の本発明は、 前記第 1の熱交換器 （1 3) の入口と出口と を第 3の開閉弁 （2 5) を介して接続する第 3のパイパス回路 （2 6) を備えた第 1の本発明の冷凍サイクル装置である。

また、 第 7の本発明は、 前記第 1の熱交換器 （1 3) の入口に第 4の 開閉弁 （27) を備えた第 1の本発明の冷凍サイクル装置である。

また、 第 8の本発明は、 前記冷媒氷熱交換器 （1 1) 出口と前記第 1 の減圧器 （1 2) との間に第 5の開閉弁 （28) と、

前記第 1の熱交換器 （1 3) 出口と前記内部熱交換器 （1 4) 入口の 間に第 1の 3方弁 （3 0) と、

前記冷媒水熱交換器 （1 1) 出口と前記第 5の開閉弁 （28) 入口と の間を一端とし、 前記第 1の 3方弁 （30) を他端として接続する第 4 のバイパス回路 （2 9) と、

前記内部熱交換器 （1 4) 出口と前記第 2の減圧器 （1 5) 入口の間 に第 2の 3方弁 （3 1) と、

前記第 2の 3方弁 （3 1 ) を一端とし、 前記第 5の開閉弁 （28) 出 口と前記第 1の減圧器 （1 2) 入口の間を他端として接続する第 5のパ ィパス回路 （3 2 ) と、

前記第 1の熱交換器 （1 3 ) 出口と前記第 1の 3方弁 （3 0 ) との間 を一端とし、 前記第 2の 3方弁 （3 1 ) と第 2の減圧器 （1 5 ) との間 を他端として第 6の開閉弁 （3 3 ) を介して接続する第 6のバイパス回 路 （3 4 ) と、

前記冷媒水熱交換器 （1 1 ) から流出した冷媒が、 前記第 5の開閉弁 ( 2 8 ) を介して循環する定常モードと、 前記第 4のバイパス回路 （2 9 ) と前記第 5のバイパス回路 （3 2 ) を循環する起動モードとを選択 的に切替える冷媒循環モード切替手段とを備えた第 1の本発明の冷凍サ ィクル装置である。

また、 第 9の本発明は、 圧縮機と、 冷媒水熱交換器と、 第 1の減圧器 と、 第 1の熱交換器と、 第 2の減圧器と、 第 2の熱交換器と、 内部熱交 換器と、 温水サイクルとを備え、

前記温水サイクルは、 前記冷媒水熱交換器の下流側に、 湯水を吸入す るヒータコアを有する冷凍サイクル装置を運転する冷凍サイクル装置の 運転方法であって、

前記圧縮機が、 二酸化炭素である冷媒を圧縮し、

前記冷媒水熱交換器が、 圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯 水との熱交換を行い、

前記第 1の減圧器が、 圧縮された前記冷媒を減圧しまたは減圧せず、 前記第 1の熱交換器が、 前記第 1の減圧器で減圧された前記冷媒を熱 交 し、

前記内部熱交換器が、 前記第 1の熱交換器で熱交換された前記冷媒と 前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、

前記第 2の減圧器が、 前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減 圧し、 JP03/03782

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前記第 2の熱交換器が、 前記第 2の減圧器で減圧された前記冷媒を熱 交換し、 前記第 1の減圧器及び/または前記第 2の減圧器を作用させ ることにより前記第 1の熱交換器の冷媒圧力を変動させて前記第 1の熱 交換器の冷媒ホールド量を調整することによって、 冷房時と暖房除湿時 との冷媒量のアンパランスを緩和させる冷凍サイクル装置の運転方法で あ 。

また、 第 10の本発明は、 圧縮機 （1 10) と、 冷媒水熱交換器 （1 1 1) と、 第 1の減圧器 （ 1 1 2 ) と、 第 1の熱交換器 （1 13) と、 第 2の減圧器 （1 1 5) と、 第 2の熱交換器 （1 1 6) と、 内部熱交換 器 （1 14) と、 温水サイクル （1 1 7、 1 18、 1 1 9、 120) と を備え、

前記温水サイクル （1 1 7、 1 1 8、 1 1 9、 120) は、 前記冷媒 水熱交換器 （1 1 1) の下流側に、 湯水を吸入するヒータコア （1 1 9 ) を有し、

前記圧縮機 （1 1 0) は、 二酸化炭素である冷媒を圧縮し、

前記冷媒水熱交換器 （1 1 1) は、 圧縮された前記冷媒と前記温水サ ィクル （1 1 7、 1 18、 1 1 9、 1 20) の湯水との熱交換を行い、 前記第 1の減圧器 （1 1 2) は、 圧縮された前記冷媒を減圧し、 前記第 1の熱交換器 （1 1 3) は、 前記第 1の減圧器 （1 1 2) で減 圧された前記冷媒を熱交換し、

前記内部熱交換器 （1 14) は、 前記第 1の熱交換器 （1 1 3) で熱 交換された前記冷媒と前記圧縮機 （1 10) に吸引される冷媒とで熱交 換を行い、

前記第 2の減圧器 （1 1 5) は、 前記内部熱交換器 （1 14) で熱交 換された前記冷媒を減圧し、

前記第 2の熱交換器 （1 1 6) は、 前記第 2の減圧器 （1 1 5) で減 圧された前記冷媒を熱交換する除湿装置である。

また、 第 1 1の本発明は、 前記第 2の熱交換器 （1 1 6) の前記冷媒 の温度を検出する第 2の熱交換器冷媒温度検出手段 （1 30) を備え、 前記第 2の減圧器 （1 1 5) は、 前記第 2の熱交換器温度検出手段 （ 1 30) で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御される 第 10の本発明の除湿装置である。

また、 第 1 2の本発明は、 前記第 1の減圧器 （1 1 2) は、 前記第 2 の熱交換器温度検出手段 （1 30) で検出された前記温度に基づいてそ の減圧レベルが制御される第 1 1の本発明の除湿装置である。

また、 第 1 3の本発明は、 前記第 1の熱交換器 （1 1 3) 内の前記冷 媒の温度を検出する第 1の熱交換器冷媒温度検出手段 （131) を備え 前記第 1の減圧器 （1 1 2) は、 前記第 1の熱交換器冷媒温度検出手 段 （1 3 1) で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御さ れる第 10の本発明の除湿装置である。

また、 第 14の本発明は、 前記ヒータコア （1 19) を介して吹出さ れる吹出し空気温度を検出する吹出し空気温度検出手段 （1 34) と、 前記圧縮機 （1 1 0) の運転周波数を制御する圧縮機運転周波数制御 手段 （1 32) とを備え、

前記圧縮機運転周波数制御手段 （1 32) は、 検出された前記空気温 度に基づいて前記圧縮機 （1 1 0) の運転周波数を制御する第 10の本 発明の除湿装置である。

また、 第 1 5の本発明は、 前記圧縮機 （1 10) の吐出冷媒温度を検 出する吐出冷媒温度検出手段 （1 33) と、

前記第 2の熱交換器 （1 16) 出口と前記圧縮機 （1 10) の入口を 開閉弁 （1 35) を介してバイパスするパイパス回路 （136) とを備 え、

前記開閉弁 （1 3 5 ) は検出された前記吐出冷媒温度に基づいてその 開閉が制御される第 1 0の本発明の除湿装置である。

また、 第 1 6の本発明は、 車両用空調装置として用いられる第 1 0の 本発明の除湿装置である。

また、 第 1 7の本発明は、 圧縮機と、 冷媒水熱交換器と、 第 1の減圧 器と、 第 1の熱交換器と'、 第 2の減圧器と、 第 2の熱交換器と、 内部熱 交換器と、 温水サイクルとを備え、 前記温水サイクルは、 前記冷媒水熱 交換器の下流側に、 湯水を吸入するヒータコアを有する除湿装置を用い て除湿する除湿方法であって、

前記圧縮機が、 二酸化炭素である冷媒を圧縮し、

前記冷媒水熱交換器が、 圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯 水との熱交換を行い、

前記第 1の減圧器が、 圧縮された前記冷媒を減圧し、

前記第 1の熱交換器が、 前記第 1の減圧器で減圧された前記冷媒を熱 交換し、

前記内部熱交換器が、 前記第 1の熱交換器で熱交換された前記冷媒と 前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、

前記第 2の減圧器が、 前記内部熱交換器で熱交換 れた前記冷媒を減 圧し、

前記第 2の熱交換器が、 前記第 2の減圧器で減圧された前記冷媒を熱 交換する除湿方法である。 図面の簡単な説明

図 1は、 本発明の実施の形態 1である冷凍サイクル装置の構成図であ る。

図 2は、 本発明'の実施の形態 3である冷凍サイクル装置の構成図であ る。

図 3は、 本発明の実施の形態 4である冷凍サイクル装置の構成図であ る。

図 4は、 本発明の実施の形態 5である冷凍サイクル装置の構成図であ る。

図 5は、 本発明の実施の実施 6である冷凍サイクル装置の構成図であ る。 '.

図 6は、 本発明の実施の実施 7である冷凍サイクル装置の構成図であ る。

図 7は、 本発明の実施の実施 8である冷凍サイクル装置の構成図であ る。

図 8は、 本発明の実施の実施 2である冷凍サイクル装置の制御フロー チャートである。

図 9は、 本発明の実施の実施 6である冷凍サイクル装置のモリエル線 図である。

図 1 0は、 本発明の実施の形態 9である冷凍サイクル装置の構成図で あ。。

図 1 1は、 本発明の実施の形態 1 0である冷凍サイクル装置の構成図 である。

図 1 2は、 本発明の実施の形態 1 1である冷凍サイクル装置の構成図 である。

図 1 3は、 本発明の実施の形態 1 2である冷凍サイクル装置の構成図 である。

図 1 4は、 本発明の実施の形態 9である冷凍サイクル装置のモリエル 線図である。

図 1 5は、 本発明の実施の形態 9である冷凍サイクル装置の制御フロ 一チャート図である。

図 1 6は、 本発明の実施の形態 1 0である冷凍サイクル装置の制御フ ローチャート図である。 図 1 7は、 本発明の実施の形態 1 1である冷凍サイクル装置の制御フ ローチャート図である。 図 1 8は、 本発明の実施の形態 1 2である冷凍サイクル装置の制御フ ローチャート図である。 図 1 9は、 従来の冷凍サイクル装置の構成図である。

図 2 0は、 従来の冷凍サイクル装置のモリエル線図である。

図 2 1は、 従来の冷凍サイクル装置の最適 C O Pとなるときの放熱器 出口温度と高サイ ド圧力との関係を示す図である。

(符号の説明）

1 0 圧縮機

1 1 冷媒水熱交換器

1 2 第 1の減圧器

1 3 第 1の熱交換器

1 4 内部熱交換器

1 5 第 2の減圧器

1 6 第 2の熱交換器

1 7 動力機関 '

1 8 ポンプ

1 9 ヒータコア

2 0 ラジエータ 第 1の開閉弁

第 1のバイパス回路 第 2の開閉弁

第 2のパイパス回路 第 3の開閉弁

第 3のパイパス回路 第 4の開閉弁

第 5の開閉弁

第 4のバイパス回路 第 1の 3方弁

第 2の 3方弁

第 5のバイパス回路 第 6の開閉弁

第 6 回路 圧縮機吐出温度検出手段 第 1の熱交換器温度検出手段 圧縮機

冷却装置

内部熱交換器

絞り手段 低圧冷媒レシーバ 圧縮機

冷媒水熱交換器

第 1の減圧器

第 1の熱交換器 P T/JP03/03782

14

114 内部熱交換器

115 第 2の減圧器

116 第 2の熱交換器

117 動力機関

118 ポンプ

119 ヒータコア

120 ラジェ一タ

130 第 2の熱交換器冷媒温度検出手段

131 第 1の熱交換器冷媒温度検出手段

132 圧縮機運転周波数検出手段

133 圧縮機吐出冷媒温度検出手段

134 吹出し温度検出手段

135 開閉弁

136 バイパス回路 発明を実施するための最良の形態

以下に、 本発明の実施の形態を図面を参照して説明する。

(実施の形態 1)

図 1は、 本発明の実施の形態 1における冷凍サイクル装置を示す構成 図であり、 この冷凍サイクルは、 co₂冷媒を作動流体とし、 圧縮機 10 、 冷媒水熱交換器 11、 第 1の減圧器 12、 第 1の熱交換器 13、 内部 熱交換器 14、 第 2の減圧器 15、 第 2の熱交換器 16を基本構成要素 としている。 第 1の熱交換器 13の出口側ラインと、 第 2の熱交換器 1 6の出口である圧縮機 10の吸入ラインは、 内部熱交換器 14により熱 乂換されるように構成されている。 一方、 温水サイクルは、 冷媒水熱交 T JP03/03782

15

換器で加熱された温水を循環させるポンプ 1 8、 ヒータコア 1 9、 ラジ エータ 2 0、 動力機関 1 7で構成されている。

ここで、 図 1の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する まず、 冷房時には、 第 1の減圧器 1 2は全開にして、 第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用を行う。 すなわち、 圧縮機 1 0で圧縮されて高 温高圧のガスとなった冷媒は、 冷媒水熱交換器 1 1から第 1の減圧器 1 2を経て第 1の熱交換器 1 3で外気によって冷却される。 そして、 内部 熱交換器 1 4で圧縮機 1 0の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却 されたのち、 第 2の減圧器 1 5で減圧されて低温低圧の気液二相状態と なって第 2の熱交換器 1 6に導入される。 この第 2の熱交換器 1 6では 、 室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり 、 内部熱交換器 1 4で第 1の熱交換器 1 3から流れる冷媒と熱交換して さらに吸熱したのち再び圧縮機 1 0で圧縮される。 空気は、 第 2の熱交 換器 1 6で冷却される。

次に、 暖房除湿時での動作について説明する。

暖房除湿時では、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5で減圧器とし ての作用を行う。

すなわち、 圧縮機 1 0で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、 冷媒水熱交換器 1 1でポンプ 1 8により循環する水回路の冷却水と熱交 換して冷却されたのち、 第 1の減圧器 1 2により中間圧力まで減圧され て第 1の熱交換器 1 3に導入される。 第 1の熱交換器 1 3で外気によつ て冷却された冷媒は、 内部熱交換器 1 4で圧縮機 1 0の吸入ラインの冷 媒と熱交換してさらに冷却.されたのち、 第 2の減圧器 1 5で減圧されて 低温低圧の気液二相状態となって第 2の熱交換器 1 6に導入される。 こ の第 2の熱交換器 1 6では、 室内の空気からの吸熱により蒸発して気液 二相またはガス状態となり、 内部熱交換器 1 4で第 1の熱交換器 1 3か ら流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再ぴ圧縮機 1 0で圧縮さ れる。

また、 冷媒水熱交換器 1 1で加熱された冷却水は室内に設けられたヒ ータコア 1 9に流入して第 2の熱交換器 1 6で冷却除湿された空気を加 熱することにより、 除湿しながら暖房することができる。 そして冷却水 は動力機関 1 7 (例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源） で加熱さ れて再び冷媒水熱交換器 1 1を流れる。

ところで上述したように、 二酸化炭素は高圧冷媒であることから、 耐 圧設計の面においてフィンチューブ式熱交換器ではなく、 より細径化し た熱交換器 （例えばマイクロチューブ式熱交換器） を用いる必要性があ ることや、 車両用空気調和装置においては、 特に省容量化および軽量化 が大きな訴求点となっている。 したがって、 冷房時は容積の大きい第 1 の熱交換器 1 3が高圧側になるが、 暖房除湿時は容積の小さい冷媒水熱 交換器 1 1が高圧側となるため、 高圧側の冷媒'ホールド量に大きな差が 生じるため、 冷房時での最適冷媒量と暖房除湿時での最適冷媒量とのァ ンパランスについて検討を行った。 検討の結果、 暖房除湿時で第 1の減 圧器 1 2のみを作用させた場合、 容積の大きい第 1の熱交換器 1 3が低 圧側になるため、 （暖房除湿時の最適冷媒量） ぐ （冷房時の最適冷媒量 ) となることが分かった。 したがって、 冷房時の最適冷媒量を充填した 場合、 暖房除湿時には、 第 1の減圧器 1 2のみで作用させると冷媒量過 多の状態となり、 高圧が過昇するという課題が生じた。

また暖房除湿時で、 冷房時と同様に第 2の減圧器 1 5のみを作用させ た場合、 冷房時よりも暖房除湿時の方が第 1の熱交換器 1 3に導入され る空気が低温であるため、 冷媒温度も低下して冷媒密度は高くなり、 第 1の熱交換器 1 3内にホールドされる冷媒量は冷房時よりも大きくなる すなわち （暖房除湿時の最適冷媒量） > (冷房時の最適冷媒量） となる ことが分かった。 したがって、 冷房時の最適冷媒量を充填した場合、 暖 房除湿時には、 第 2の減圧器 1 5のみで作用させると冷媒量が少ない状 態となり、 吸入温度の上昇による循環量の低下や吐出温度の過昇という 課題がある。

そこで、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5を作用させて、 暖房除 湿時には、 第 1の熱交換器 1 3内を中間圧力にして、 第 1の熱交換器 1 3内の冷媒ホールド量を調整することにより、 冷房時と暖房除湿時との 冷媒量のアンパランスを解消させることができ、 レシーバを小型化、 あ るいは用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可 能となる。

(実施の形態 2 )

本発明の実施の形態 2について、 図 1の冷凍サイクル装置における暧 房除湿時での第 2の減圧器 1 5の動作を図 8のフロ一チヤ一トを用いて 説明する。 第 2の減圧器 1 5は流量調整が可能な弁である。

暖房除湿時では、 ステップ 4 0で圧縮機吐出温度検出手段 3 5にて検 出された吐出温度 T dと、. ねらいの設定吐出温度 T Xが比較される。 そ して、 T dが T X以上の場合には、 冷媒不足の状態であることを示して おり、 ステップ 4 1に移り、 第 2の減圧器 1 5の開度は大きくするよう に制御する。 このことにより、 第 1の熱交換器 1 3内の中間圧力を低下 させて、 第 1の熱交換器 1 3内の冷媒ホールド量を低下させることによ り、 冷媒不足状態を解消することができる。 第 2の減圧器 1 5を制御し たのちステップ 4 0に戻る。

また、 T dが T Xよりも小さい場合には、 冷媒過多の状態であること を示しており、 ステップ 4 2に移り、 第 2の減圧器 1 5の開度を小さく するように制御する。 このことにより、 第 1の熱交換器 1 3内の中間圧 力を増加させて、 第 1の熱交換器 1 3内の冷媒ホールド量を増加させる ことにより、 冷媒過多状態を解消することができる。 そして第 2の減圧 器 1 5を制御したのちステップ 4 0に戻る。 なお、 ステップ 4 0で比較 する対象は、 吐出温度ではなく吸入温度や吐出圧力あるいは吸入過熱度 でも構わない。

このように、 雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大 きく変化する場合においても、 第 2の減圧器 1 5を制御することで冷房 時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができる'ので 、 レシーバを小型化、 あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷 凍サイクル装置の運転を行うことができる。

(実施の形態 3 )

図 2は、 本発明の実施の形態 3における冷凍サイクル装置を示す構成 図であり、 以下、 実施の形態 1と異なる点について説明する。 この冷凍 サイクル装置は、 圧縮機 1 0の出口と第 1の熱交換器 1 3入口とを第 1 の開閉弁 2 1を介して接続する第 1のバイパス回路 2 2を設けている。 まず、 図 2の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。 冷房時には第 1の減圧器 1 2は全閉に、 第 1の開閉弁 2 1は全開にして 、 第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用を行う。 したがって、 第 1の 開閉弁 2 1を開いて第 1のバイパス回路 2 2に冷媒を流すことにより、 冷媒水熱交換器 1 1での冷媒の圧力損失を生じさせないようにすること ができる。

次に、 暖房除湿時での動作について説明する。 暖房除湿時には、 第 1 の開閉弁 2 1は全閉に、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5で減圧器 としての作用を行う。 すなわち暖房除湿時においては、 実施の形態 1と 同様の作用がなされる。

このように、 第 1のバイパス回路 2 2を設けることにより、 冷房時で の圧力損失の低減を図ることができるので、 冷暖房ともに高効率な冷凍 サイクル装置の運転を行うことができる。

(実施の形態 4 )

図 3は、 本発明の実施の形態 4における冷凍サイクル装置を示す構成 図であり、 以下、 実施の形態 3と異なる点について説明する。 この冷凍 サイクル装置は、 第 1の熱交換器 1 3の冷媒温度を検出する第 1の熱交 換器温度検出手段 3 6を設けている。

まず、 図 3の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。 冷房時には第 1の減圧器 1 2は全閉に、 第 1の開閉弁 2 1は全開にして 、 第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用を行う。 したがって、 冷房時 においては、 実施の形態 3と同様の作用がなされる。

次に.、 暖房除湿時での動作について説明する。 暖房除湿時には、 第 1 の開閉弁 2 1は全閉にして、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5で減 圧器としての作用を行う。

ここで、 外気温度が低い場合や、 第 1の熱交換器 1 3の放熱ファンが 作動していない場合には、 低圧が低下して第 1の熱交換器 1 3に着霜が 生じ、 冷凍サイクル装置の成績係数 （C O P ) が低下するという課題が ある。 そこで、 このような場合にも対応した図 3の冷凍サイクル装置に おける第 1の減圧器 1 2または第 1の開閉弁 2 1の動作を説明する。 暖房除湿時は、 第 1の熱交換器 1 3の温度 T evaと、 設定温度 T y (例 えば 0 °C) を比較して、 T evaが T y以下の場合は、 第 1の熱交換器 1 3 に着霜が発生して C O Pが低下する危険性がある状態であり、 第 1の減 圧器 1 2の開度を全開にするように制御する。 このことにより、 第 1の 熱交換器 1 3が放熱器として作用するので、 着霜を回避することが可能 となる。 そして、 T evaが T yよりも大きい場合は第 1の減圧器 1 2は再 ぴ減圧器として作用させる。 したがって、 逆サイクルにして室内の吹出 し温度を低下させて快適性を損なうような運転をすることなく、 除霜運 転を行うことができる。

また、 第 1の熱交換器 1 3の温度 T evaと、 設定温度 T y (例えば 0 °C ) を比較して、 T evaが T y以下の場合に、 第 1の開閉弁 2 1を全開にす るように制御すると、 放熱器として作用している冷媒水熱交換器 1 1を パイパスすることになるため、 第 1の熱交換器 1 3での放熱量をより高 くすることができるので、 より短い時間で除霜運転を終了させることが できる。 そして、 T evaが T yよりも大きい場合は第 1の開閉弁 2 1は再 ぴ全閉になるように制御する。

このように、 第 1の減圧器 1 2または第 1の開閉弁 2 1を制御するこ とにより、 暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、 快適性の高 いより高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うこどができる。

(実施の形態 5 )

図 4は、 本発明の実施の形態 5における冷凍サイクル装置を示す構成 図であり、 以下、 実施の形態 1と異なる点について説明する。 この冷凍 サイクル装置は、 第 2の熱交換器 1 6の入口と出口とを第 2の開閉弁 2 3を介して接続する第 2のバイパス回路 2 4を設けている。

まず、 図 4の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。 冷房時には、 第 1の減圧器 1 2は全開、 第 2の開閉弁 2 3は全閉にして 、 第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用を行う。 すなわち冷房時にお いては、 実施の形態 1と同様の作用がなされる。

次に、 暖房除湿時での動作について説明する。 暖房除湿時には、 第 2 の開閉弁 2 3は全開に、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5で減圧器 としての作用を行う。 このことにより、 室内熱交換器である第 2の熱交 換器 1 6での吸熱量が小さくなるので、 室内暖房能力を早急に高くする ことができる。

このとき、 第 2のバイパス回路 2 4には乾き度の小さい冷媒が流れる ことになるが、 内部熱交換器 1 4で第 1の熱交換器 1 3の出口から流出 した冷媒と熱交換して加熱されるため、 圧縮機 1 0に液冷媒が吸入され る可能性は低い。

そして、 圧縮機 1 0の運転開始から一定値以上 （例えば 7 0 °C) の吐 出温度になった場合は、 第 2の熱交換器 1 6の除湿能力を一定値以上に 確保するために第 2の開閉弁 2 3を全閉にするように制御する。 また、 第 2の開閉弁 2 3を全閉にするタイミングは、 圧縮機 1 0の蓮転開始か ら経過した時間 （例えば.1 O m i n ) でも構わない。

以上のように、 第 2のバイパス回路 2 4を設けることにより、 暖房除 湿時において、 圧縮機運転開始直後の暖房能力の立ち上がり性能を向上 させることができるので、 即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転を行 うことができる。

(実施の形態 6 )

図 5は、 本発明の実施の形態 6における冷凍サイクル装置を示す構成 図であり、 以下、 実施の形態 1と異なる点について説明する。 この冷凍 サイクル装置は、 第 1の熱交換器 1 3の入口と出口とを第 3の開閉弁 2 5を介して接続する第 3のバイパス回路 2 6を設けている。

まず、 図 5の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。 冷房時には第 1の減圧器 1 2は全開に、 第 3の開閉弁 2 5は全閉にして 、 第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用を行う。 したがって、 冷房時 は実施の形態 1と同様の動作となり、 同様の効果が得られる。

次に、 暖房除湿時での動作について説明する。 暖房除湿時には、 第 3 の開閉弁 2 5は全開にして、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5で減 圧器としての作用を行う。

すなわち暖房除湿時では、 圧縮機 1 0で圧縮されて高温高圧のガスと なった冷媒は、 冷媒水熱交換器 1 1でポンプ 1 8により循環する水回路 の冷却水と熱交換して冷却される。 そして、 冷媒水熱交換器 1 1で冷却 された冷媒は、 第 1の減圧器 1 2により中間圧力まで減圧されて第 1の 熱交換器 1 3と第 3のパイパス回路 2 6に分岐して流れる。 ここで、 第 3のバイパス回路 2 6の流路抵抗を第 1の熱交換器 1 3よりも小さくす ることにより、 第 1の熱交換器 1 3にはほとんど冷媒が流れないように する。 第 1の熱交換器 1 3または第 3のバイパス回路 2 6を流れた冷媒 は、 内部熱交換器 1 4で圧縮機 1 0の吸入ラインの冷媒と熱交換したの ち、 第 2の減圧器 1 5にてさらに減圧される。 ここで冷媒は低温低圧の 気液二相状態となり、 第 2の熱交換器 1 6に導入され、 室内の空気から の吸熱により蒸発して、 内部熱交換器 1 4で第 1の熱交換器 1 3から流 れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機 1 0で圧縮される。

よって、 図 9のモリエル線図に示すように、 第 3のパイパス回路 2 6 を設けた場合は a→b→c→d→g→hで示す冷凍サイクルとなり中間 圧力域でほとんど冷媒が熱交換をしないが、 第 3のパイパス回路 2 6が ない場合は a→b→ →e→ f →hのように第 1の熱交換器 1 3が放熱 作用を行うため、 第 2の熱交換器 1 6の入口冷媒の比ェンタルピ値が Δ Hほど小さくなる。 すなわち室内側熱交換器である第 2の熱交換器 1 6 の吸熱量が増加するということになり、 室内の吹出し温度の低下を招い てしまう。

したがって、 第 3のパイパス回路 2 6を設けることによって室内の吹 出し温度の低下を防止することができるので、 より高い暖房能力で冷凍 サイクル装置の運転を行うことができる。

(実施の形態 7 ) ' 図 6は、 本発明の実施の形態 7における冷凍サイクル装置を示す構成 図であり、 以下、 実施の形態 6と異なる点について説明する。 この冷凍 サイクル装置は、 第 1の熱交換器 1 3の入口に第 4の開閉弁 2 7を設け ている。

まず、 図 6の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。 冷房時には第 1の減圧器 1 2は全開に、 第 3の開閉弁 2 5は全閉に、 第 4の開閉弁 2 7は全開にして、 第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用 を行う。 したがって、 冷房時は実施の形態 6と同様の動作となり、 同様 の効果が得られる。

次に、 暖房除湿時での動作について説明する。 暖房除湿時には、 第 3 の開閉弁 2 5は全開に、 第 4の開閉弁 2 7は全閉にして、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用を行う。

すなわち運転が開始されると、 圧縮機 1 0で圧縮されて高温高圧のガ スとなった冷媒は、 冷媒水熱交換器 1 1でポンプ 1 8により循環する水 回路の冷却水と熱交換して冷却される。 そして、 冷媒水熱交換器 1 1で 冷却された冷媒は、 第 1の減圧器 1 2により中間圧力まで減圧されて第 3のパイパス回路 2 6のみを流れる。

したがって、 第 4の閉止弁 2 7を全閉にして第 1の熱交換器 1 3に冷 媒が流れないようにすることで、 室外気温の変化や車速の変化に伴う風 速の変化などによって第 1の熱交換器 1 3内の冷媒ホールド量ゃ放熱量 が変化して制御性が困難となるのを防止することができる。

(実施の形態 8 )

図 7は、 本発明の実施の形態 8における冷凍サイクル装置を示す構成 図であり、 以下、 実施の形態 1と異なる点について説明する。 この冷凍 サイクル装置は、 第 5の開閉弁 2 8、 第 4のパイパス回路 2 9、 第 1の 3方弁 3 0、 第 2の 3方弁 3 1、 第 5のバイパス回路 3 2、 第 6の開閉 弁 3 3、 第 6のパイパス回路 3 4を設けている。 本発明は暖房除湿蓮転 にお る圧縮機起動時と定常運転時とで冷媒循環モードを切り替えるこ とを特徴とする。 まず、 図 7の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。 冷房時には、 第 1の減圧器 1 2は全開に、 第 5の開閉弁 2 8は全開に、 第 6の開閉弁 3 3は全閉に.、 第 1の 3方弁 3 0は A方向に、 第 2の 3方 弁 3 1は A方向に制御して、 第 2の減圧器 1 5で減圧器としての作用を 行う。 すなわち冷房時においては、 実施の形態 1と同様の作用がなされ る。

次に、 暖房除湿運転の圧縮機起動時と定常運転時の動作についてそれ ぞれ説明する。

暖房除湿運転の圧縮機起動時は、 暖房能力を早急に向上させる必要が あるため、 第 2の減圧器 1 5は全開に、 第 5の開閉弁 2 8は全閉に、 第 6の開閉弁 3 3は全開に、 第 1の 3方弁 3 0は B方向に、 第.2の 3方弁 3 1は B方向に制御して、 第 1の減圧器 1 2のみで減圧器としての作用 を行う。

すなわち暖房除湿運転の圧縮機起動時は、 圧縮機 1 0で圧縮されて高 温高圧のガスとなった冷媒は、 冷媒水熱交換器 1 1でポンプ 1 8により 循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。 加熱された冷却水は ヒータコア 1 9に流入して圧縮機 1 0の起動時の室内暖房能力をより高 くすることができる。 そして、 冷媒水熱交換器 1 1で冷却された冷媒は 、 第 4のバイパス回路 2 9を流れて内部熱交換器 1 4で圧縮機 1 0の吸 入ラインの冷媒と熱交換したのち、 第 5のバイパス回路 3 2を流れて、 第 1の減圧器 1 2で減圧されて低温低圧の気液二相状態となり、 第 1の 熱交換器 1 3に導入される。 こ'の第 1の熱交換器 1 3では、 室外の空気か らの吸熱により蒸発して気液二相またはガスとなり、 第 6のバイパス回 路 3 4を流れて、 第 2の減圧器 1 5を経て第 2の熱交換器 1 6に導入さ れる。 この第 2の熱交換器 1 6では、 室内の空気からの吸熱により蒸発 して気液二相またはガスとなり、 内部熱交換器 1 4で第 1の熱交換器 1 3から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機 1 0で圧 縮される。

すなわち、 放熱器としての作用は冷媒水熱交換器 1 1で行い、 第 1の 熱交換器 1 3および第 2の熱交換器 1 6で吸熱させることにより、 より 大きな吸熱量を確保することができるので、 暖房能力の向上を図ること ができる。

ここで実施の形態 1で述ぺたように、 第 1の減圧器 1 2のみを作用さ せると暖房除湿時の冷媒量は過多の状態になるが、 冷媒水熱交換器 1 1 の出口から第 1の減圧器 1 2の間に内部熱交換器 1 4と、 第 4のバイパ ス回路 2 9および第 5のパイパス回路 3 2を設けることにより、 高圧側 の容積が増加することになる。 したがって、 暖房除湿時に高圧側にホー ルドされる冷媒量が大きくなるため、 冷房時と暖房除湿時との冷媒量の アンバランスを緩和することができる。 また、 圧縮機 1 0の吸入ライン は冷媒水熱交換器 1 1の出口の高温冷媒と熱交換することになるので、 冷媒量過多による圧縮機 1 0の吸入温度の低下すなわち吐出温度の低下 を防ぐことができる。

したがって、 冷媒水熱交換器 1 1の出口から第 1の減圧器 1 2の間に 内部熱交換器 1 4と、 第 4のバイパス回路 2 9および第 5のバイパス回 路 3 2を設けることにより、 第 1の減圧器 1 2のみを減圧器として作用 させた場合においても、 冷房時と暖房除湿時の冷媒量のアンバランスを 緩和して圧縮機 1 0の起動時での暖房能力確保を行うことができる。 次に、 冷凍サイクル装置の暖房除湿時での定常運転時における動作に ついて説明する。

暖房除湿時の定常運転時は、 第 5の開閉弁 2 8は全開に、 第 6の開閉 弁 3 3は全閉に、 第 1の 3方弁 3 0は A方向に、 第 2の 3方弁 3 1は A 方向に制御して、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5で減圧器として の作用を行う。

すなわち暖房除湿時の定常運転時は、 圧縮機 1 0で圧縮されて高温高 圧のガスとなった冷媒は、 冷媒水熱交換器 1 1でポンプ 1 8により循環 する水回路の冷却水と熱交換して冷却されたのち、 第 1の減圧器 1 2に より中間圧力まで減圧されて第 1の熱交換器 1 3に導入される。 第 1の 熱交換器 1 3で外気によって冷却された冷媒は、 内部熱交換器 1 4で圧 縮機 1 0の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、 第 2 の減圧器 1 5で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第 2の熱交 換器 1 6に導入される。 この第 2の熱交換器 1 6では、 室内の空気から の吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、 内部熱交換器 1 4で第 1の熱交換器 1 3から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したの ち再び圧縮機 1 0で圧縮される。 このように暖房除湿時の定常 ¾転時に おいては、 実施の形態 1と同様の作用がなされる。

以上のように、 実施の形態 8において、 第 4のパイパス回路 2 9およ ぴ第 5のバイパス回路 3 2を設けることによって、 暖房除湿時の起動時 およぴ定常運転時において、 冷媒量のァンバランスを緩和することがで きるので、 レシーバを小型化、 あるいは設けることなく冷房時および暧 房除湿時それぞれにお'いて高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うこと ができる。

以上述べたところから明らかなように、 本実施の形態は、 二酸化炭素 を冷媒として用いた冷凍サイクル装置において、 第 1の減圧器 1 2と第 2の減圧器 1 5を作用させて、 第 1の熱交換器 1 3内の冷媒ホールド量 を変動させて中間圧力にすることにより、 冷房時と暖房除湿時との冷媒 量のアンバランスを緩和させることができ、 レシーバを小型化、 あるい は用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる さらに、 雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大きく 変化する場合においても、 第 2の減圧器 1 5を制御することで冷房時と 暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、 レ シーパを小型化、 あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷凍サ ィクル装置の運転を行うことができる。

さらに、 第 1のバイパス回路 2 2を設けることにより、 冷房時の冷媒 水熱交換器 1 1の圧力損失の低減を図ることができるので、 より高効率 な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。

さらに、 第 1の熱交換器温度検出手段 3 6により検出された値を用い て、 第 1の減圧器 1 2または第 1の開閉弁 2 1を制御することにより、 暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、 快適性の高いより高効 率な冷凍サイクル装置の運転を行うこどができる。

さらに、 第 2のバイパス回路 2 4を設けることにより、 暖房除湿時に おいて、 圧縮機 1 0の運転開始直後の室内暖房能力の立ち上がり性能を 向上させることができるので、 即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転 を行うことができる。

さらに、 第 3のパイパス回路 2 6を設けることによって室内の吹出し 温度の低下を防止することができるので、 より高い暖房能力で冷凍サイ クル装置の運転を行うことができる。

さらに、 第 4の閉止弁 2 7を全閉にして第 1の熱交換器 1 3に冷媒が 流れないようにすることで、 室外気温の変化などによって第 1の熱交換 器 1 3内の冷媒ホールド量ゃ放熱量が変化して制御性が困難となるのを 防止することができる。

さらに、 第 4のパイパス回路 2 9および第 5のパイパス回路 3 2を設 けることによって、 暖房除湿時の起動時おょぴ定常運転時において、 冷 媒量のアンバランスを緩和することができるので、 レシーバを小型化、 あるいは設けることなく冷房時および暖房除湿時それぞれにおいて高効 率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。

(実施の形態 9 )

図 1 0は、 本発明の実施の形態 9における冷凍サイクル装置を示す構 成図であり、 この冷凍サイクルは、 C O ₂冷媒を作動流体とし、 圧縮機 1 1 0、 冷媒水熱交換器 1 1 1、 第 1の減圧器 1 1 2、 第 1の熱交換器 1 1 3、 内部熱交換器 1 1 4、 第 2の減圧器 1 1 5、 第 2の熱交換器 1 1 6を基本構成要素としている。 第 1の熱交換器 1 1 3の出口ラインと、 第 2の熱交換器 1 1 6の出口である圧縮機 1 1 0の吸入ラインは、 内部 熱交換器 1 1 4により熱交換されるように構成されている。 一方、 温水 サイクルは、 .冷媒水熱交換器 1 1 1で加熱された温水を循環させるボン プ 1 1 8、 ヒータコア 1 1 9、 ラジェータ 1 2 0、 動力機関 1 1 7で構 成されている。

なお、 本実施の形態の冷凍サイクル装置は本発明の除湿装置の例であ る。

ここで、 図 1 0の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明す る。

まず、 冷房時には、 第 1の減圧器 1 1 2は全開にして、 第 2の減圧器 1 1 5で減圧器としての作用を行う。 すなわち、 圧縮機 1 1 0で圧縮さ れて高温高圧のガスとなった冷媒は、 冷媒水熱交換器 1 1 1から第 1の 減圧器 1 1 2を経て第 1の熱交換器 1 1 3で外気によって冷却される。 ただし、 このときヒータコア 1 1 9で暖房を行わないため、 冷媒水熱交 換器 1 1 1には温水は流れない。 そして、 内部熱交換器 1 1 4で圧縮機 1 1 0の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、 第 2の 減圧器 1 1 5で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第 2の熱交 換器 1 1 6に導入される。 この第 2の熱交換器 1 1 6では、 室内の空気 からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、 内部熱交換 器 1 1 4で第 1の熱交換器 1 1 3から流れる冷媒と熱交換してさらに吸 熱しこのち再び圧縮機 1 1 0で圧縮される。 空気は、 第 2の熱交換器 1 1 6で冷却される。

次に、 暖房除湿時での動作について説明する。

暖房除湿時では、 第 1の減圧器 1 1 2と第 2の減圧器 1 1 5で減圧器 としての作用を行う。

すなわち、 圧縮機 1 1 0で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は 、 冷媒水熱交換器 1 1 1でポンプ 1 1 8により循環する温水サイクルの 温水と熱交換して冷却されたのち、 第 1の減圧器 1 1 2により中間圧力 まで減圧されて第 1の熱交換器 1 1 3に導入される。

第 1の熱交換器 1 1 3で外気によって冷却された冷媒は、 内部熱交換 器 1 1 4で圧縮機 1 1 0の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却さ れたのち、 第 2の減圧器 1 1 5で減圧されて低温低圧の気液二相状態と なって第 2の熱交換器 1 1 6に導入される。 この第 2の熱交換器 1 1 6 では、 室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態と なり、 内部熱交換器 1 1 4で第 1の熱交換器 1 1 3から流れる冷媒と熱 交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機 1 1 0で圧縮される。

また、 冷媒水熱交換器 1 1 1で加熱された温水は室内に設けられたヒ ータコア 1 1 9に流入して第 2の熱交換器 1 1 6で冷却除湿された空気 を加熱することにより、 除湿しながら暖房することができる。 そして温 水は動力機関 1 1 7 (例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源） で加 熱されて再び冷媒水熱交換器 1 1 1'を流れる。

図 2 1は、 3つの異なる蒸発温度をパラメータとして、 C O Pを最大 にする最適髙サイド圧力と、 放熱器の出口の冷媒温度との'間の論理的な 関係を示すグラフである。 ここで、 暖房除湿時の冷媒水熱交換器 1 1 1 の加熱能力を 1 . 5 k W、 冷媒水熱交換器 1 1 1の入口冷媒温度を 1 2 0 °C, 冷媒流量を 6 0 k g Z h、 蒸発温度を o °cと伖定すると、 冷媒水 熱交換器 1 1 1の出口冷媒温度は 6 0 °C付近になることが考えられ、 そ のときに最小エネルギとなる高サイド圧力の値は、 従来例の設定値に従 うと図 2 1で示すように約 1 5 0 b a rと算出される。 このように従来 例では、 冷房運転時よりも暖房除湿時の方が高サイド圧力の値も高くな る。

しかしながらこのような高い圧力で冷凍サイクル装置を運転する場合 、 圧縮比が大きくなるため圧縮機 1 1 0の効率の大幅な低下が生じ、 実 際の消費エネルギは最小とはならないことが推察できる。

本発明の実施の形態 9では、 第 1の減圧器 1 1 2により、 第 1の熱交 換器 1 1 3の冷媒を中間圧力とすることによって、 このような高い圧力 で冷凍サイクル装置を運転しなくてもよいようにした。

そこで、 本発明の実施の形態 9について、 図 1 0に示す冷凍サイクル 装置における暖房除湿運転時での第 2の減圧器 1 1 5の動作を図 1 5の フローチヤ一トを用いて説明する。 第 2の減圧器 1 1 5は流量調整が可 能な弁である。

暖房除湿時では、 ステップ 1 4 1で第 2の熱交換器冷媒温度検出手段 1 3 0にて検出された冷媒温度 T evaと、 ねらいの設定温度 T x eva (例 えば露点温度： 0 °C) が比較される。 そして、 T evaが T x eva以上の場 合には、 室内側熱交換器である第 2の熱交換器 1 1 6では除湿していな い状態であることを示しており、 ステップ 1 4 2に移り、 第 2の減圧器 1 1 5の開度は小さくするように制御する。

このとき、 第 1の減圧器 1 1 2の開度は制御する必要はないが、 開度 を大きくするように制御してもよい。 このことにより、 第 1の熱交換器 1 1 3内の中間圧力を増加させて、 第 1の熱交換器 1 1 3内の冷媒温度 を増加させることにより、 内部熱交換器 1 1 4で熱交換する低圧側と高 圧側との温度差が大きくなるので、 内部熱交換量は増加する。 第 2の減 圧器 1 1 5を制御したのちステップ 1 4 0に戻る。

よって、 図 1 4のモリエル線図に示すように、 第 2の減圧器 1 1 5を 動作する前は a→b→c→d→ e→ f で示す冷凍サイクルであるが、 第 2の減圧器 1 1 5の開度を小さくした場合は k→b→g→h→ i→ j の ように内部熱交換器 1 1 4での熱交換量が大きくなるため、 第 2の熱交 換器 1 1 6の入口冷媒の比ェンタルピ値が Δ Ηほど小さくなる。

した^って、 第 2の熱交換器 1 1 6のェンタルピ差が大きくなるので 吸熱能力が増加し、 第 2の熱交換器 1 1 6の蒸発温度は低下するように 冷凍サイクルがバランスするので、 除湿することが可能となる。

したがって、 高圧を増加させることがないので、 圧縮機の効率を大 Φ ';虽 に低下させることなく第 2の熱交換器 1 1 6の吸熱能力を増加させるこ とができる。 '

また、 T evaが T x evaよりも小さい場合には、 室内側熱交換器である 第 2の熱交換器 1 1 6で除湿している状態であることを示しており、 ス テツプ 4 3に移り、 第 2の減圧器 1 1 5の開度を大きくするように制御 する。

このとき、 第 1の減圧器 1 1 2の'開度は制御する必要はないが、 開度 を小さくする うに制御してもよい。 このことにより、 第 1の熱交換器 1 1 3内の中間圧力を低下させて、 第 1の熱交換器 1 1 3内の冷媒温度 を低下させることにより、 内部熱交換器 1 1 4で熱交換する低圧側と高 圧側との温度差が小さくなるので、 内部熱交換量は低下し、 過度に吹出 し温度が低下するのを防止する。 そして第 2の減圧器 1 1 5を制御した のちステップ 1 4 1に戻る。

このように暖房除湿時には、 第 1の減圧器 1 1 2または第 2の減圧器 1 1 5を作用させて第 1の熱交換器 1 1 3内を中間圧力にして、 第 1の 熱交換器 1 1 3の冷媒温度を調整することにより、 内部熱交換器 1 1 4 の熱交換量を調整することができるので、 従来例で算出している最小ェ ネルギとなる高サイド圧力に設定することなく、 従来例の動作よりも小 さい消費エネルギで、 冷房時と暖房除湿時との最適冷媒量のアンバラン スを解消しつつ、 信頼性を確保して高効率な冷凍サイクル装置の運転を 行うことが可能となる。

(実施の形態 1 0 )

本発明の実施の形態 1 0について、 図 1 1に示す冷凍サイクル装置に おける暖房除湿時での第 1の減圧器 1 1 2および第 2の減圧器 1 1 5の 動作を図 1 6のフローチャートを用いて説明する。 以下、 実施の形態 9 と異なる点について説明する。 第 1の減圧器: t 1 2は流量調整が可能な 弁である。

暖房除湿時と冷房時とでは、 冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒ホール ド量が異なるため、 最適冷媒量にアンバランスが生じる。 したがって、 第 1の熱交換器 1 1 3内の冷媒ホールド量を中間圧力を変動させて調整 することにより、 冷房時と暖房除湿時との冷媒量のァンバランスを解消 させることが可能となる。

暖房除湿時では、 ステップ 1 4 4で第 1の熱交換器冷媒温度検出手段 1 3 1にて検出された冷媒温度 T mと、 ねらいの設定温度 T x m (例えば 2 0 °C) が比較される。 この T x mの値は、 暖房除湿時に最も効率が良 くなる最適冷媒量になるように設定された値である。 そして、 T mが T x m以上の場合には、 第 1の熱交換器 1 1 3の中間圧力が設定値よりも 高く、 循環冷媒量が最適値よりも低い状態であることを示しているため 、 ステップ 1 4 5に移り、 第 1の減圧器 1 1 2の開度は小さくするよう に制御する。 このことにより、 第 1の熱交換器 1 1 3内の中間圧力を低 下させて、 第 1の熱交換器 1 1 3内の冷媒ホールド量を低下させること により、 暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転すること ができる。

また、 T mが T x mよりも小さい場合には、 第 1の熱交換器 1 1 3の 中間圧力が設定値よりも低く、 循環冷媒量が最適値よりも高い状態であ ることを示しているため、 ステップ 1 4 6に移り、 第 1の減圧器 1 1 2 の開度は大きくするように制御する。 このことにより、 第' 1の熱交換器 1 1 3内の中間圧力を増加させて、 第 1の熱交換器 1 1 3内の冷媒ホー ルド量を增加させることにより、 暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイ クル装置を運転することができる。

以上のステップ 1 4 5とステップ 1 4 6の後、 ステップ 1 4 7に移り 、 第 2の熱交換器冷媒温度検出手段 1 3 0にて検出された冷媒温度 T ev aと、 ねらいの設定温度 T x eva (例えば露点温度： 0 °C) が比較される _c 以下の動作は上述した実施の形態 9と同様である。

以上のように、 第 1の減圧器 1 1 2および第 2の減圧器 1 1 6を作用 させて第 1の熱交換器 1 1 3内の中間圧力を変動させることによって、 第 1の熱交換器 1 1 3内の冷媒ホールド量を調整することが可能となる ので、 暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、 最適な冷 媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。

また、 実施の形態 9のように第 2の減圧器 1 1 5の開度を主導的に調 整すると、 圧縮機の吸入冷媒乾き度が大きく変動して冷凍サイクル装置 の能力制御が困難となるが、 上述した うに第 1の減圧器 1 1 2および 第 2の減圧器 1 1 5の開度を調整することにより、 このような不具合は 緩和され、 より安定した冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。

(実施の形態 1 1 )

本発明の実施の形態 1 1について、 図 1 2に示す冷凍サイクル装置に おける暖房除湿時での第 1の減圧器 1 1 2およぴ第 2の減圧器 1 1 5の 動作を図 1 8のフローチャートを用いて説明する。 以下、 実施の形態 9 と異なる点について説明する。 前記ヒータコア 1 1 9を介して吹出され る吹出し空気温度を検出する吹出し温度検出手段 1 34と、 前記圧縮機 1 10の運転周波数を制御する圧縮機運転周波数制御手段 1 32を設け ている。

暖房除湿時では、 ステップ 1 50で第 1の熱交換器冷媒温度検出手段 1 31にて検出された冷媒温度 Tmと、 ねらいの設定温度 T xm (例えば 20°C) が比較される。 以下の動作は上述した実施の形態 10と同様で あり、 ステップ 144〜 149は、 それぞれステツプ 1 50〜 1 55に 相当する。

そして、 ステップ 1 54またはステップ 1 55からステップ 156に 移り、 吹出し温度検出手段 134にて検出された吹出し温度 T f と、 ね らいの設定温度 Tx f (例えば 40°C) が比較される。 この Tx f の値 は、 暖房除湿時に要求される吹出し温度の値である。 そして、 丁 が丁 X f 以上の場合には、 吹出し温度 T f がねらいの設定温度 T X f よりも 高いので、 暖房能力が高いことを示しており、 ステップ 157に移り、 圧縮機 1 1 0の運転周波数を小さくするように制御したのち、 ステップ 1 50に戻る。

また、 T f が T X f よりも小さい場合には、 吹出し温度 T f がねらい の設定温度 T X f よりも低いので、 暖房能力が低いことを示しており、 ステップ 1 58に移り、 圧縮機 1 10の運転周波数を大きくするように 制御したのち、 ステップ 1 50に戻る。

以上のように、 圧縮機 1 10の運転周波数を変動させることによって 、 暖房能力を調整することが可能となるので、 快適性を損なわずに、 最 適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。

(実施の形態 12) 図 1 3は、 本発明の実施の形態 1 2における冷凍サイクル装置を示す 構成図であり、 以下、 実施の形態 9と異なる点について説明する。 この 冷凍サイクル装置は、 圧縮機 1 1 0の吐出冷媒温度を検出する吐出冷媒 温度検出手段 1 3 3と、 第 2の熱交換器 1 1 6の出口と圧縮機 1 1 0の 入口を開閉弁 1 3 5を介してパイパスするバイパス回路 1 3 6を設けて いる。 図 1 3に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿運転時での開閉 弁 1 3 5の動作を図 1 7のフローチヤ一トを用いて説明する。

暖房除湿時では、 ステップ 1 6 0で吐出冷媒温度検出手段 1 3 3にて 検出された吐出冷媒温度 T dと、 ねらいの設定温度 T x (例えば 1 4 0 °C) が比較される。 このとき、 ねらいの設定温度は、 圧縮機 1 1 0の使 用範囲での上限温度に近い値となるようにする。 そして、 T dが T x以 上の場合には、 圧縮機 1 1 0の使用範囲の上限温度を超えている状態で あることを示しており、 ステップ 1 6 1に移り、 開放弁 1 3 5の開度を 開くように制御する。 このことにより、 第 2の熱交換器 1 1 6から流出 する冷媒がパイパス回路 1 3 6を流れるので、 内部熱交換器 1 1 4での 内部熱交換量が小さくなり、 圧縮機 1 1 0の吸入冷媒温度は低下し、 吐 出冷媒温度も低下する。 開放弁 1 3 5を制御したのちステップ 1 6 0に 戻る。

また、 T dが T x dよりも小さい場合には、 圧縮機 1 1 0の使用範囲 の上限温度よりも低い状態であることを示しており、 ステップ 1 6 2に 移り、 開放弁 1 3 5の開度を閉じるように制御して、 ステップ 1 6 0に 戻る。

このように、 開放弁 1 3 5を制御することにより、 圧縮機 1 1 0の吐 出温度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができ るので、 快適性の高い、 より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うこ とができる。 (実施の形態 1 3 )

本発明の実施の形態 1 3は、 冷凍サイクル装置が車両用空調装置であ ることを特徴としている。 ここで、 冷媒水熱交換器 1 1 1のみを放熱器 として作用させる場合 （例えば立上り運転時など） 、 室外側熱交換器す なわち第 1の熱交換器 1 1 3は蒸発器として作用するが、 車両用空調装 置の場合、 車両走行中には第 1の熱交換器 1 1 3は走行風を受けること になるため、 第 1の熱交換器 1 1 3を流れる冷媒温度が 0 °C以下になり 着霜が発生した場合、 逆サイクル運転にして放熱器として作用させても 、 冷媒温度が高くなりにくいために迅速かつ完全に除霜を行うことが非 常に困難である。

したがって、 実施の形態 9に示すように第 1の減圧器 1 1 2または第 2の減圧器 1 1 5を作用させて第 1の熱交換器 1 1 3内を中間圧力にし て、 第 1の熱交換器 1 1 3の冷媒温度を調整することにより、 第 1の熱 交換器 1 1 3への着霜の発生を未然に防止することができるので、 車両 用空調装置においても、 快適性の高い、 より高効率な冷凍サイクル装置 の運転を行うことができる。

以上述べたところから明らかなように、 本実施の形態によれば、 第 1 の減圧器 1 1 2または第 2の減圧器 1 1 5を作用させて第 1の熱交換器 1 1 3内を中間圧力にして、 第 1の熱交換器 1 1 3の冷媒温度を調整す ることにより、 内部熱交換器 1 1 4の熱交換量を調整することができる ので、 従来例で算出している最小エネルギとなる高サイド圧力に設定す ることなく、 従来例よりも小さい消費エネルギで、 信頼性を確保しつつ 高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。

さらに、 第 1の減圧器 1 1 2および第 2の減圧器 1 1 5を作用させて 第 1の熱交換器 1 1 3内の中間圧力を変動させることによって、 第 1の 熱交換器 1 1 3内の冷媒ホールド量を調整することが可能となるので、 暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、 最適な冷媒量で 冷凍サイクル装置を運転することができる。

さらに、 第 1の減圧器 1 1 2および第 2の減圧器 1 1 5を作用させ、 圧縮機 1 1 0の運転周波数を変動させることによって、 暖房能力を調整 することが可能となるので、 快適性を損なわずに、 最適な冷媒量で冷凍 サイクル装置を運転することができる。

さらに、 開放弁 1 3 5を制御することにより、 圧縮機 1 1 0の吐出温 度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができるの で、 快適性の高い、 より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが できる。

さらに、 第 1の減圧器 1 1 2または第 2の減圧器 1 1 5を作用させて 第 1の熱交換器 1 1 3内を中間圧力にして、 第 1の熱交換器 1 1 3の冷 媒温度を調整することにより、 第 1の熱交換器 1 1 3への着霜の発生を 未然に防止することができるので、 車両用空調装置においても、 快適性 の高い、 より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。 産業上の利用可能性

以上説明したところから明らかなように、 本発明は、 c o ₂冷媒を使用 した冷凍サイクル装置において、 c o ₂冷凍システムの特徴を生かし、 低 圧レシーバを小型化、 あるいは用いることなく、 信頼性を確保して効率 的な運転を可能とする冷凍サイクル装置、 及び冷凍サイクル装置の運転 方法を提供することが出来る。

また、 本発明は、 c o ₂冷媒を使用した除湿装置において、 c o ₂冷凍 システムの特徴を生かし、 高サイド圧力を高くすることなく、 中間圧力 を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適冷媒量のアンパランス を解消しつつ、 信頼性を確保して効率的な運転を可能とする除湿装置及 び除湿方法を提供することが出来る。

Claims

請 求 の 範 囲

1 . 圧縮機と、 冷媒水熱交換器と、 第 1の減圧器と、 第 1の熱交換 器と、 第 2の減圧器と、 第 2の熱交換器と、 内部熱交換器と、 温水サイ クルとを備え、

前記温水サイクルは、 前記冷媒水熱交換器の下流側に、 湯水を吸入す るヒータコアを有し、

前記圧縮機は、 二酸化炭素である冷媒を圧縮し、

前記冷媒水熱交換器は、 圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯 水との熱交換を行い、

前記第 1の減圧器は、 圧縮された前記冷媒を減圧しまたは減圧せず、 . 前記第 1の熱交換器は、 前記第 1の減圧器で減圧された前記冷媒を熱 父 し、

前記内部熱交換器は、 前記第 1の熱交換器で熱交換された前記冷媒と 前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、

前記第 2の減圧器は、 前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減 圧し、

前記第 2の熱交換器は、 前記第 2の減圧器で減圧された前記冷媒を熱 交換し、 前記第 1の減圧器及びノまたは前記第 2の減圧器を作用させ ることにより前記第 1の熱交換器の冷媒圧力を変動させて前記第 1の熱 交換器の冷媒ホールド量を調整することによって、.冷房時と暖房除湿時 との冷媒量のアンパランスを緩和させる冷凍サイクル装置。

2 . 前記圧縮機の吐出温度を検出する圧縮機吐出温度検出手段また は前記圧縮機の吸入温度を検出する圧縮機吸入温度検出手段または前記 圧縮機の吐出圧力を検出する圧縮機吐出圧力検出手段を備え、

前記第 1の熱交換器の冷媒圧力を変動させて前記第 1の熱交換器の冷 媒ホールド量を調整するとは、 前記圧縮機吐出温度検出手段または前記 圧縮機吸入温度検出手段または前記圧縮機吐出.圧力検出手段によって検 出された値を用いて、 前記第 2の減圧器を制御することである請求項 1 記載の冷凍サイクル装置。

3 . 前記圧縮機の吐出側と前記第 1の熱交換器入口とを第 1の開閉 弁を介して接続する第 1のパイパス回路を備えた請求項 1記載の冷凍サ ィクル装置。

4 . 前記第 1の熱交換器の冷媒温度を検出する第 1の熱交換器温度 検出手段を備え、

前記第 1の熱交換器温度検出手段によって検出された値を用いて、 前 記第 1の減圧器または前記第 1の開閉弁を制御する請求項 3記載の冷凍

5 . 前記第 2の熱交換器の入口と出口とを第 2の開閉弁を介して接 続する第 2のバイパス回路を備えた請求項 1記載の冷凍サイクル装置。

6 . 前記第 1の熱交換器の入口と出口とを第 3の開閉弁を介して接 続する第 3のパイパス回路を備えた請求項 1記載の冷凍サイクル装置。

7 . 前記第 1の熱交換器の入口に第 4の開閉弁を備えた請求項 1記 載の冷凍サイクル装置。

8 . 前記冷媒水熱交換器出口と前記第 1の減圧器との間に第 5の開 閉弁と、

前記第 1の熱交換器出口と前記内部熱交換器入口の間に第 1の 3方弁 と、

前記冷媒水熱交換器出口と前記第 5の開閉弁入口との間を一端とし、 前記第 1の 3方弁を他端として接続する第 4のパイパス回路と、

前記内部熱交換器出口と前記第 2の減圧器入口の間に第 2の 3方弁と 前記第 2の 3方弁を一端とし、 前記第 5の開閉弁出口と前記第 1の減 圧器入口の間を他端として接続する第 5のバイパス回路と、

前記第 1の熱交換器出口と前記第 1の 3方弁との間を一端とし、 前記 第 2の 3方弁と第 2の減圧器との間を他端として第 6の開閉弁を介して 接続する第 6のバイパス回路と、

前記冷媒水熱交換器から流出した冷媒が、 前記第 5の開閉弁を介して 循環する定常モードと、 前記第 4のパイパス回路と前記第 5のバイパス 回路を循環する起動モードとを選択的に切替える冷媒循環モード切替手 段とを備えた請求項 1記載の冷凍サイクル装置。